《离合器设计》PPT课件

第二章,离合器设计,第一节 概述,离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。主要作用： (1)汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步； (2)在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击； (3)限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏； (4)有效地降低传动系中的振动和噪声。,摩擦离合器主要组成,摩擦离合器主要由主动部分（发动机飞轮、离合器盖和压盘等）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）和操纵机构（分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等）四部分组成。 主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构。操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。,（一）离合器功用和要求,（1）使发动机与传动系逐渐接合，保证汽车平稳起步,（2）暂时切断发动机与传动系联系，便于发动机起动和变速器换档。,（3）限制所传递扭矩，防止传动系过载。,（二）组成：,主动部分；从动部分,压紧装置；分离机构,操纵机构,（三）离合器传递的转矩影响因素：,（四）对离合器的要求,（五）分类,第二节：摩擦片式离合器工作原理,（一）离合器组成,离合器盖用螺栓固定在飞轮上压盘圆周上的凸起伸入盖6的窗孔中,主动部分：,（二）离合器工作原理,（1）接合状态,（2）分离过程,（3）接合过程,（3）自由间隙与踏板行程自由行程,自由间隙：分离杠杆内端和分离轴承之间的距离。,该间隙反映到踏板上使踏板产生一个空行程，称为踏板自由行程,离合器接合过程中存在着滑磨，从动盘、压盘和飞轮长期使用磨损后，压盘向前移动，分离杠杆内端相应后移，如无间隙，杠杆内端将抵靠在分离轴承上而不能自由后移，使外端牵制不能前移，从而不能压紧从动盘。,（5）分离杠杆高度调整,制造误差、分离杠杆各支点磨损有差异等原因，导致分离杠杆内端沿离合器轴线方向出现高度不一的现象，这将使压盘分离时不能平行移动，从而分离不彻底，另外，当摩擦片磨损后，分离杠杆内端会后移动，分离杠杆向后倾斜越大，会增大运动干涉量。,三、膜片弹簧式离合器特点,（一）膜片弹簧式离合器结构型式,（）压紧装置及工作原理,1）组成：膜片弹簧中部两侧支承圈6、11用铆钉夹持在离合器盖上，两支承圈即为膜片弹簧变形的支点。压盘周边对称有多个分离钩，把膜片弹簧外边缘与压盘钩在一起。,分离时：分离轴承推动膜片弹簧内缘前移，以左侧支承圈为支点，膜片弹簧外缘通过分离钩将压盘向后拉动，使离合器分离,（4）膜片弹簧的弹性特性,膜片弹簧：非线性特性; 螺旋弹簧：线性特性,操纵轻便：分离时：两种弹簧都附加压缩变形量，此时 P bPb，且P bPa，即膜片弹簧分离时压力小于接合时的压力,自动调节压紧力：当摩擦片磨损变薄时使弹簧都伸长L2时，螺旋弹簧压紧力直线下降为Pc，而膜片弹簧的压紧力Pc却几乎等于Pa。,（二）膜片弹簧的分类,分为：推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器,（）拉式膜片弹簧离合器,第三节：离合器的操纵机构,分为：人力式、液压式,（一）人力式,（二）液压式,液压式操纵机构,第三节 离合器主要参数的选择,离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为 （2-1） 假设摩擦片上工作压力均匀，则有 （2-2） 摩擦片的平均摩擦半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为 （2-3） 当d/D0.6时，Rc可相当准确地由下式计算 （2-4） 将式（2-2）与式（2-3）代入式（2-1）得,式中，c为摩擦片内外径之比，c=d/D，一般在0.530.70之间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时Tc应大于发动机最大转矩，即 Tc=Temax （2-6） 式中，Temax为发动机最大转矩。 为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1。,离合器基本参数的选择,基本参数主要有性能参数和0，尺寸参数D和d及摩擦片厚度b。 1后备系数 后备系数是离合器一个重要设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点： 1）为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小； 2）为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大； 3）当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些； 4）当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些； 5）汽车总质量越大，也应选得越大； 6）柴油机工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的值应比汽油机大些； 7）发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些； 8）膜片弹簧离合器选取的值可比螺旋弹簧离合器小些； 9）双片离合器的值应大于单片离合器。,2单位压力0 单位压力0对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。 离合器使用频繁，发动机后备系数较小时， 0应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘处的热负荷， 0应取小些；后备系数较大时，可适当增大0 。 3摩擦片外径D、内径d和厚度 在离合器结构形式及摩擦片材料选定、其他参数已知或选取后，结合式（2-1）和式（2-5）即可估算出摩擦片尺寸。 摩擦片外径D（mm）也可根据如下经验公式选用 （2-7） 式中：KD为直径系数，轿车：KD=14.5；轻、中型货车：单片KD =16.018.5，双片KD =13.515.0；重型货车： KD =22.524.0。 摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm和4.0mm三种。,第四节 离合器的设计与计算,一、离合器基本参数的优化 1 设计变量 后备系数取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。单位压力p0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为 X=x1 x2 x3 T= F D d T 2 目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为,3 约束条件,1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度D不超过6570ms，即 （ 28 ） 2)摩擦片的内外径比c应在0.530.70范围内，即0.53c0.70 3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0，即1.24.0 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm，即 d2Ro+50 5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 （29）,3 约束条件,6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p0对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p0为0.101.50MPa，即 0.10MPap01.50MPa 7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 （ 210 ） W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(W)，可根据下式计算 （ 211）,二、膜片弹簧主要参数的选择,膜片弹簧的主要参数： 膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度 H； 膜片弹簧钢板厚度 h ； 自由状态下碟簧部分大端半径 R； 自由状态下碟簧部分小端半径 r ； 自由状态时碟簧部分的圆锥底角 ； 分离指数目 n 等，见图。,图-膜片弹簧的主要参数,1.比值Hh和h的选择,比值Hh对膜片弹簧的弹性特性影响极 大。由图-可知，当Hh 时， F1= (1)有一极大值和一极小值；当Hh=2 时，F1= (1)的极小值落在横坐标上。,图- H / h 对膜片弹簧弹性特性的影响,2. 比值Rr和R、r的选择 根据结构布置和压紧力的要求，Rr一般为1.201.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径Rc，拉式膜片弹簧的r值宜取为大于或等于Rc。 3. 的选择 膜片弹簧自由状态下圆锥底角与内截锥高度H关系密切，=arctan H(Rr) H(Rr)。一般在915范围内。,4 . 膜片弹簧工作点位置的选择 膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2-11所。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且1H= (1M +1N)2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般1B =(0.81.0) 1H，以保证摩擦片在最大磨损限度范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点应尽量靠近N点。,图2-11 膜片弹簧的弹性特性曲线,三、膜片弹簧的优化设计,通过确定一组弹簧的基本参数，使其载荷变形特性满足离合器的使用 性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求。,1. 目标函数 关于膜片弹簧优化设计的目标函数主要有以下几种： 1) 弹簧工作时的最大应力为最小。 2) 从动盘摩擦片磨损前后弹簧压紧力之差的绝对值为最小。 3) 在分离行程中，驾驶员作用在分离轴承装置上的分离操纵力平均值为最小。 4) 在摩擦片磨损极限范围内，弹簧压紧力变化的绝对值的平均值为最小。 5) 选3)和4)两个目标函数为双目标。 选取5)作为目标函数，通过两个目标函数分配不同权重来协调它们之间的矛 盾，并用转换函数将两个目标合成一个目标，构成统一的总目标函数。,式中，1和2分别为两个目标函数(x1)和(x2)的加权因子，视设计要求选定。,（2-12）,2. 设计变量,通过支承和压盘加在膜片弹簧上的载荷F1集中在支承点处，加载点间 的相对轴向变形为l(图212b)，则有关系式,(2-13),图212 膜片弹簧在不同工作状态时的变形 a)自由状态 b)压紧状态 C)分离状态,式中，E为材料的弹性模量；为材料的泊松比；H内截锥高度；h弹簧板厚；R、r为碟簧部分大、小端半径；R1、r1为压盘加载点和支承环加载点半径。 从膜片弹簧载荷变形特性公式(212)可以看出，应选取H、h、R、r、R1、r1这六个尺寸参数以及在接合工作点相应于弹簧工作压紧力F1B的大端变形量1B (图211)为优化设计变量，即,X = x 1 x 2 x 3 x 4 x 5 x 6 x 7 T= H h R r R1 r1 1B T (2-14),3. 约束条件,1) 应保证所设计的弹簧工作压紧力F1B与要求压紧力FY相等，即 F1B=FY 2) 为了保证各工作点A、B、C有较合适的位置(A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，如图2-11所示)，应正确选择1B相对于拐点1H的位置，一般1B1H=0.81.0，即,(2-15),3) 保证摩擦片磨损后仍能可靠地传递转矩，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力F1A 应大于或等于新摩擦片时的压紧力F1B，即 F1AF1B 4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的Hh与初始底锥角H(R-r)应在一定范围内，即 1.6Hh2.2 9H(R-r)15 5) 弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即 1.20Rr1.35 702RA100 3.5Rr05.0 (2-16),6) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，推式膜片弹簧的压盘加载点半径R1(或拉式膜片弹簧的压盘加载点半径r1)应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即 推式：(D+d)4R1D2 拉式：(D+d)4r1D2 7) 根据弹簧结构布置的要求，R1与R、r1与r、rf与r0之差应在一定范围，即 1R1-R7 0r1-r6 0rf-r04 8) 膜片弹簧的杠杆比应在一定范围内选取，即 推式：2.3(r1- rf)(R1- r1)4.5 拉式：3.5(R1- rf)(R1- r1)9.0 9) 弹簧在工作过程中B点的最大压应力rBmax应不超过其许用值，即 rBmaxrB 10) 弹簧在工作过程中A点(或A点)的最大拉应力tAmax(或tAmax)应不超过其相应许用值，即 tAmaxtA 或tAmaxtA,11) 由主要尺寸参数H、h、R和r制造误差引起的弹簧压紧力的相对偏差不超过某一范围，即,0 .05 (2-17),12) 由离合器装配误差引起的弹簧压紧力的相对偏差也不得超过某一范围，即,0 .05 (2-18),式中，F1B为离合器装配误差引起的弹簧压紧力的偏差值。,第五节 扭转减振器的设计,扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。 弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，改变系统的固有振型，尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振。 阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。,扭转减振器具有如下功能： 1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。 3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。 4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。,扭转减振器线性和非线性特性,扭转减振器具有线性和非线性特性两种形式。 单级线性减振器的扭转特性如图 2-13所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。 当发动机为柴油机时，怠速时引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击， 从而产生怠速噪声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧， 使其在怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声， 此时可得到两级非线性特性， 第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。 目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器 。三级非线性减振器的扭转特性如图2-14所示。,图2-13 单级线性减振器的扭转特性,图2-14 三级非线性减振器的扭转特性,减振器的主要参数,减振器的扭转刚度k和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩T是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩TJ、预紧转矩Tn和极限转角等J 。,1 极限转矩TJ 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图7-3)时所能传递的最大转矩，一般可取 TJ= (1.52.0) Temax (2-19),图2- 15 减振器尺寸简图,2 扭转刚度k,k决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸。设减振弹簧分布在半径为Ro的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为Ro。此时所需加在从动片上的转矩为,T=1000KZj,(2-20),式中，K为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；Zj为减振弹簧个数；Ro为减振弹簧位置半径(m)。,根据扭转刚度的定义k=T ，则减振器扭转刚度,k=1000KZj,设计时可按经验来初选k k13TJ (2-22),(2-21),3 阻尼摩擦转矩T 为了在发动工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩T 。一般可按下式初选 T=(0.060.17) Temax (2-23) 4 预紧转矩Tn 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，Tn增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是Tn不应大于T，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 Tn=(0.050.15) Temax (2-24) 5 减振弹簧的位置半径Ro Ro的尺寸应尽可能大些，如图7-3所示，一般取 Ro=(0.600.75) d/2 (2-25) 6 减振弹簧个数Zj 表61 减振弹簧个数的选取 摩擦片外径Dmm 225250 250325 325350 350 Zj 46 68 810 10,7 减振弹簧总压力F 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值TJ时，减振弹簧受到的压力F为 F=TJ/ Ro (2-26) 8 极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为,(2-27),式中， 为减振弹簧的工作变形量。 目前从动盘减振器在特性上存在如下局限性： 1) 通用的从动盘减振器不能使传动系振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。 2) 它在发动机实用转速10002000rmin范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。,双质量飞轮的减振器,双质量飞轮减振器具有以下优点 1)可以降低发动机、变速器振动系统的固有频率，以避免在怠速转速时的共振。 2)可以加大减振弹簧的位置半径，降低减振弹簧刚度K，并允许增大转角。 3)由于双质量飞轮减振器的减振效果较好，在变速器中可采用粘度较低的齿轮油而不致产生齿轮冲击噪声。由于从动盘没有减振器，可以减小从动盘的转动惯量，这也有利于换挡。 但由于减振弹簧位置半径较大，高速时受到较大离心力的作用，使减振弹簧中段横向翘曲而鼓出，与弹簧座接触产生摩擦，使弹簧磨损严重，甚至引起早期损坏。,图2-16 双质量飞轮减振器,1一第一飞轮 2一第二飞轮 3一离合器盖总成 4一从动盘 5一球轴承 6一短轴 7一滚针轴承 8一曲轴凸缘 9一联结盘 10一螺钉 11一扭转减振器,第六节 离合器的操纵机构,1对操纵机构的要求 1）踏板力要小，轿车：80150N，货车：150200N。 2）踏板行程在一定的范围内，轿车：80150mm，货车：180mm。 3）摩擦片磨损后，踏板行程应能调整复原。 4）有对踏板行程进行限位的装置，防止操纵机构因受力过大而损坏。 5）应具有足够的刚度。 6）传动效率要高。 7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响其正常工作。,2操纵机构结构形式选择,常用的离合器操纵机构主要有机械式、液压式等。 机械式操纵机构有杆系和绳索两种形式。 杆系传动机构结构简单、工作可靠，被广泛应用。但其质量大，机械效率低，在远距离操纵时布置较困难。 绳索传动机构可克服上述缺点，且可采用吊挂式踏板结构。但其寿命较短，机械效率仍不高。多用于轻型轿车中。 液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合较柔和等优点。广泛应用于各种形式的汽车中。,3离合器操纵机构的主要计算,踏板行程S由自由行程S1和工作行程S2两部分组成：,图2-17 液压式操纵机构示意,式中，S0f为分离轴承自由行程，一般为1.53.0mm，反映到踏板上的自由行程S1一般为030mm；d1、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；S为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：S=0.851.30mm，双片：S=0.750.90mm。a1、a2、b1、b2、c1、c2为杠杆尺寸（图2-17）。,(2-28),踏板力Ff可按下式计算,式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力；,为操纵机构总传动比，,=,；,为机械效率，液压式：,；机械式：,；Fs为克服回位弹簧1、2的,工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其他管接头的密封要求，最大允许油压一般为58Mpa。 对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。,拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。,(2-29),back,